蘇俊收，耿彥波，張戰(zhàn)文

（江蘇徐州工程機(jī)械研究院，江蘇 徐州，221004）

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某壓路機(jī)空調(diào)壓縮機(jī)支架振動(dòng)故障分析

蘇俊收，耿彥波，張戰(zhàn)文

（江蘇徐州工程機(jī)械研究院，江蘇 徐州，221004）

為解決某壓路機(jī)在轉(zhuǎn)速1 350 r/min左右出現(xiàn)異常振動(dòng)問題，應(yīng)用有限元軟件分析壓縮機(jī)支架各階固有頻率及振型，發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)支架前兩階固有頻率偏低是造成故障的主要原因，通過對(duì)新、舊車的振動(dòng)瀑布圖分析可知，壓縮機(jī)支架使用一段時(shí)間后螺栓松動(dòng)引起支架固有頻率下滑，結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)加速度幅值譜分析，判定異常振動(dòng)是由發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)2倍頻振動(dòng)激發(fā)壓縮機(jī)支架共振引起。

振動(dòng)與波；模態(tài)；瀑布圖；頻譜；固有頻率

壓縮機(jī)作為壓路機(jī)空調(diào)核心部件，通常通過支架固定在發(fā)動(dòng)機(jī)上，由皮帶輪驅(qū)動(dòng)。壓縮機(jī)支架在壓路機(jī)作業(yè)過程中會(huì)受到各種動(dòng)態(tài)載荷作用，使得壓縮機(jī)支架產(chǎn)生振動(dòng)，如果振動(dòng)幅值較大就會(huì)引發(fā)振動(dòng)疲勞破壞。振動(dòng)疲勞是指支架受到與其自身固有頻率接近的動(dòng)態(tài)載荷，使結(jié)構(gòu)產(chǎn)生共振從而導(dǎo)致疲勞破壞［1］。在此情況下一定的激勵(lì)會(huì)產(chǎn)生更大的響應(yīng)，以至于在一處或幾處產(chǎn)生局部永久性積累損傷，經(jīng)一定循環(huán)次數(shù)后產(chǎn)生裂紋或突然發(fā)生完全斷裂。

壓縮機(jī)支架的動(dòng)態(tài)特性會(huì)直接影響到壓縮機(jī)工作的可靠性，例如支架螺栓的松動(dòng)將導(dǎo)致壓縮機(jī)皮帶的異常磨損及異響，支架剛度不足將導(dǎo)致壓縮機(jī)振動(dòng)加速度過大，甚至導(dǎo)致壓縮機(jī)管路斷裂等故障［2］。文中主要通過有限元分析軟件及振動(dòng)分析研究某型壓路機(jī)使用一段時(shí)間后，在1 280 r/min至1 440 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，整車出現(xiàn)異常振動(dòng)故障的原因。

1　壓縮機(jī)支架的有限元分析

壓縮機(jī)支架的實(shí)際模型如圖1所示，壓縮機(jī)位于發(fā)動(dòng)機(jī)的右后側(cè)，壓縮機(jī)通過5顆螺栓固定在支架上，壓縮機(jī)的支架與發(fā)動(dòng)機(jī)右后支腿做成一個(gè)整體。

圖2為有限元分析模型，壓縮機(jī)簡化為一個(gè)質(zhì)量點(diǎn)，與5個(gè)螺栓孔耦合在一起，壓縮機(jī)質(zhì)量m=6.7 kg，繞X軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量IXX=15 000 kg?mm2，繞Y、Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量IYY=IZZ=21 000 kg?mm2，發(fā)動(dòng)

圖1　壓縮機(jī)支架

機(jī)懸置三個(gè)方向的剛度用三個(gè)方向的彈簧來代替，懸置的剛度ky=450 N/mm，kx=kz=450 N/mm，發(fā)動(dòng)機(jī)通過6個(gè)螺栓固定在壓縮機(jī)上。

圖2　壓縮機(jī)支架有限元分析模型

有限元邊界條件為6個(gè)螺栓孔采用完全固定的方式，采用六面體占優(yōu)的劃分方法，采用solid 185單元，劃分?jǐn)?shù)量78 171，節(jié)點(diǎn)數(shù)量85 322，求出前6階固有頻率如表1，可以看前2階固有頻率不高，第1階振型如圖3，主要為Z方向的振動(dòng)。

表 1壓縮機(jī)支架固有頻率

圖3　1階振型

2　新車支架加速度有效值分析

為研究壓縮機(jī)支架在運(yùn)行過程中的加速度狀態(tài)，將兩個(gè)加速度傳感器放置在圖2中的A、B兩點(diǎn)，其中A點(diǎn)代表壓縮機(jī)支架的振動(dòng)狀態(tài)，B點(diǎn)代表發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)狀態(tài)，測試工況為發(fā)動(dòng)機(jī)從怠速逐漸加速到最高轉(zhuǎn)速的過程，信號(hào)的采樣頻率為2 560 Hz，每隔一秒進(jìn)行一次有效值統(tǒng)計(jì)，整個(gè)升速過程在65秒左右。

圖4、圖5為新車測試結(jié)果，在Y、Z方向壓縮機(jī)的振動(dòng)比發(fā)動(dòng)機(jī)大，基本上是發(fā)動(dòng)機(jī)支架位置振動(dòng)有效值的1.5倍左右，在最高檔時(shí)A點(diǎn)的加速度有效值已經(jīng)超過3個(gè)g，在沖擊條件下壓縮機(jī)及支架的工作狀態(tài)將極為惡劣。

圖4　新車壓縮機(jī)加支架B點(diǎn)加速度有效值

圖5　新車壓縮機(jī)加支架A點(diǎn)加速度有效值

B點(diǎn)的振動(dòng)有效值隨著轉(zhuǎn)速上升均勻增大，A點(diǎn)的振動(dòng)有效值隨著轉(zhuǎn)速上升較快，并且存在劇烈波動(dòng)，從振動(dòng)的角度看結(jié)構(gòu)可能出現(xiàn)了諧振現(xiàn)象，因此，需要對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)特征進(jìn)行頻譜分析。

3　支架運(yùn)行模態(tài)參數(shù)識(shí)別

3.1新車支架運(yùn)行模態(tài)參數(shù)識(shí)別

測試壓縮機(jī)支架實(shí)際的固有頻率可以采用各種模態(tài)實(shí)驗(yàn)，比如利用力錘或電磁激振器，但在實(shí)際當(dāng)中，有時(shí)候錘擊法或激振器法并不理想，例如，動(dòng)力總成質(zhì)量太大，動(dòng)力總成的空間狹小無法找到合適的錘擊點(diǎn)等。文中采用了運(yùn)行狀態(tài)下的參數(shù)識(shí)別方法，原理上與階比分析方法類似，因?yàn)椴⒉豢疾旎剞D(zhuǎn)基頻及其倍頻在升速下的關(guān)系，所以無需進(jìn)行轉(zhuǎn)速跟蹤，采用等時(shí)基采樣，運(yùn)用加速度幅值，對(duì)模態(tài)頻率進(jìn)行大致估計(jì)［3］。具體分析步驟如下：

（1）將發(fā)動(dòng)機(jī)從怠速勻速升到最高，測試A點(diǎn)的振動(dòng)加速度時(shí)域信號(hào)，采樣頻率2 560 Hz。

（2）對(duì)信號(hào)進(jìn)行STFT變換，求出功率譜，變換窗口長度為5 120點(diǎn)，數(shù)據(jù)重疊率為75%，繪制功率譜瀑布圖。

（3）在功率譜瀑布圖中，各階模態(tài)頻率處會(huì)出現(xiàn)極大值，因此可以通過極值搜索的方法得到各階模態(tài)頻率。

在信號(hào)計(jì)算中采用了短時(shí)傅里葉變換-STFT［4］，其定義如式（1）所示。

式中?代表復(fù)數(shù)共軛，γ（τ）為一時(shí)間寬度很小的時(shí)窗。STFT的時(shí)間-頻率能量分布（瞬時(shí)功率譜）SPEC定義為STFT（t，f）模的平方即

圖6為新車A點(diǎn)在升速過程中Z方向的功率譜瀑布圖，橫坐標(biāo)為頻率，縱坐標(biāo)為時(shí)間，高度方向?yàn)榉担梢钥闯?，最左邊的譜線為發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)，隨轉(zhuǎn)速上升振動(dòng)的幅值逐步增大，而右側(cè)出現(xiàn)島狀譜線即說明結(jié)構(gòu)存在諧振現(xiàn)象［5］，圖7為圖6的等高線圖，可以看出存在兩個(gè)明顯的諧振頻率，分別為f1=118.5 Hz，f2=147.5 Hz，其實(shí)還存在更高階的固有頻率但是受到信噪比的限制難以準(zhǔn)確識(shí)別。

圖6　新車A點(diǎn)Z方向功率譜瀑布圖

圖7　新車A點(diǎn)Z方向功率譜瀑布圖

利用有限元分析方法及運(yùn)行狀態(tài)下參數(shù)識(shí)別的方法對(duì)支架固有頻率的識(shí)別對(duì)比如表2所示。

表2　兩種方法計(jì)算的固有頻率對(duì)比

從表2可以看出兩種方法計(jì)算結(jié)果差距不大，有限元仿真值前2階偏大也是正常的，因?yàn)橹Ъ苌?個(gè)螺栓孔采用全部固定的理想邊界條件，并且忽略了壓縮機(jī)皮帶及發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量的影響，因而有限元的計(jì)算結(jié)果是偏大的。

3.2舊車支架運(yùn)行參數(shù)識(shí)別

通過對(duì)現(xiàn)場某臺(tái)經(jīng)過強(qiáng)化實(shí)驗(yàn)的車進(jìn)行測試，壓縮機(jī)支架A點(diǎn)的振動(dòng)瀑布圖如圖8所示。

圖8　舊車A點(diǎn)Z方向功率譜瀑布圖

從圖8可以看出，支架固有頻率隨著車輛的使用發(fā)生降低，通過檢查右后支架6個(gè)螺栓發(fā)現(xiàn)確實(shí)出現(xiàn)松動(dòng)和滑移。

4　支架振動(dòng)分析

發(fā)動(dòng)機(jī)支架雖然作為一個(gè)連接發(fā)動(dòng)機(jī)與轉(zhuǎn)臺(tái)及壓縮機(jī)的連接部件，但就其自身結(jié)構(gòu)來講也是一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)通過支架傳遞到壓縮機(jī)上［6-7］，故此系統(tǒng)為被動(dòng)隔振系統(tǒng)，基礎(chǔ)激勵(lì)型的隔振系統(tǒng)頻響曲線為

式中R——放大因子

ε——阻尼比

r——激勵(lì)頻率與固有頻率的比值

壓縮機(jī)支架與橡膠減震器及皮帶相連，故假設(shè)支架結(jié)構(gòu)的阻尼比ε=0.1，頻響曲線見圖9。

為避開發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率，發(fā)動(dòng)機(jī)支架的設(shè)計(jì)要求其固有頻率盡量高，若激勵(lì)頻率接近結(jié)構(gòu)固有頻率便會(huì)產(chǎn)生諧振。圖10為最高轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)Z方向振動(dòng)的加速度幅值譜，發(fā)動(dòng)機(jī)為4缸4沖程，最高轉(zhuǎn)速為2 382 r/min，點(diǎn)火激勵(lì)的頻率為79.4 Hz，2倍及3倍點(diǎn)火頻率為158.8 Hz、238.2 Hz，可以看出支架前兩階固有頻率落在了發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率的2倍頻內(nèi)，這是導(dǎo)致壓縮機(jī)振動(dòng)劇烈的主要原因，而根據(jù)圖8，舊車1階固有頻率為92 Hz，計(jì)算可知92 Hz對(duì)應(yīng)點(diǎn)火激勵(lì)2倍頻下發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為1 380 r/min，正好落在1 280 r/min～1 440 r/min故障轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，這是導(dǎo)致異常振動(dòng)的主要原因?，F(xiàn)場對(duì)發(fā)生螺栓松動(dòng)的舊車進(jìn)行擰緊，振動(dòng)故障排除。

圖9　基礎(chǔ)激勵(lì)系統(tǒng)的隔振率

從圖8也可算出新車在1 785 r/min時(shí)也存在共振，但是由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高感覺不明顯，而此轉(zhuǎn)速為柴油機(jī)最常用轉(zhuǎn)速，此轉(zhuǎn)速又加速了結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)性能的衰減。

5　結(jié)語

（1）有限元分析結(jié)果與運(yùn)行狀態(tài)下參數(shù)識(shí)別得到前兩階固有頻率相差較小，能夠滿足工程應(yīng)用要求，可為故障診斷和結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供理論支持。

（2）結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)譜和支架固有頻率，分析得到結(jié)構(gòu)產(chǎn)生異常振動(dòng)的原因?yàn)橹Ъ苓\(yùn)行中振動(dòng)過大導(dǎo)致螺栓松動(dòng)引起支架固有頻率降低，點(diǎn)火2倍頻激勵(lì)激發(fā)了支架一階固有頻率的振動(dòng)。

圖10　發(fā)動(dòng)機(jī)Z方向振動(dòng)幅值譜

［1］朱繼梅.非穩(wěn)態(tài)振動(dòng)信號(hào)分析［J］.振動(dòng)與沖擊，2000，19（2）.

［2］秦榮.基于振動(dòng)分析的發(fā)動(dòng)機(jī)故障診斷實(shí)用方法研究［D］.廣州：華南理工大學(xué)，2011.

［3］鐘秉林.機(jī)械故障診斷學(xué)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1997.

［4］郭瑜，秦樹人.無轉(zhuǎn)速計(jì)旋轉(zhuǎn)機(jī)械升降速信號(hào)零相位階比跟蹤濾波［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2004，40（3）.

［5］許本文，焦群英.機(jī)械振動(dòng)與模態(tài)分析基礎(chǔ)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998.

［6］邱飛力，張立民，張衛(wèi)華，等支架結(jié)構(gòu)建模中設(shè)計(jì)參數(shù)的修正與優(yōu)化［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2014，34（1）：36-40.

［7］邱飛力，張立民，張衛(wèi)華，等.基于響應(yīng)面方法的支架結(jié)構(gòu)模型修正研究［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2014，34（3）：139-143.

Analysis of Vibration Fault of anAir-conditioner Compressor Bracket in a Roller

SU Jun-shou，GENG Yan-bo，ZHANG Zhan-wen

（Jiangsu Xuzhou Construction Machinery Research Institute，Xuzhou 221004，Jiangsu China）

To analyze the abnormal vibration fault of a roller at about 1350rpm speed，the finite element software is used to compute the natural frequency and vibration mode of each order of the compressor’s bracket.It is found that the main cause of the fault is the low natural frequencies of orders 1 and 2 of the compressor’s bracket.Through the analysis of the vibration waterfall diagrams of new and old compressor’s brackets，it is found that the abnormal vibration will cause bolt loose after some time operation of the compressor’s bracket which can lower the natural frequency.Combining with the engine vibration acceleration amplitude spectrum，it is found that the abnormal vibration is inspired by double frequency vibration during the engine ignition which stimulates the resonances of the compressor’s bracket.

vibration and wave；modal；waterfall diagram；spectrum；natural frequency

U463.1

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.04.030

1006-1355（2016）04-0144-04

2015-12-06

蘇俊收（1988-），男，山東省聊城市人，碩士生，主要研究方向?yàn)楣こ誊囕v振動(dòng)與噪聲分析。E-mail:sujunshou@163.com